DE69507595T2

DE69507595T2 - Stufenlos verstellbares, hydrostatisches getriebe

Info

Publication number: DE69507595T2
Application number: DE69507595T
Authority: DE
Inventors: Lawrence Ray Pittsfield Ma 01201 Folsom
Original assignee: Martin Marietta Corp
Current assignee: Martin Marietta Corp
Priority date: 1994-11-03
Filing date: 1995-10-10
Publication date: 1999-07-15
Anticipated expiration: 2015-10-11
Also published as: KR100398844B1; PL315748A1; DE69507595D1; AU4012195A; US5493862A; CN1138369A; BR9506444A; JPH09511818A; JP4153991B2; WO1996014523A2; CA2178480A1; EP0736152B1; WO1996014523A3; ATE176307T1; MX9602540A; TW311975B; EP0736152A1

Description

GEBIET DER ERFINDUNG

Die Erfindung betrifft Hydraulikmaschinen, und insbesondere hydrostatische Getriebe, die in der Lage sind, Kräfte von einer Antriebsmaschine auf ein Lastglied zu übertragen, wobei die Übersetzungsverhältnisse stufenlos einstellbar sind.

HINTERGRUND DER ERFINDUNG

In der unter der Nr. WO92/12357 veröffentlichten internationalen Patentanmeldung, auf deren Oberbegriff der Anspruch 1 basiert, ist eine Hydraulikmaschine beschrieben und als Patent beansprucht, die eine Hydraulikpumpeneinheit und einen Hydraulikmotor aufweist, die jeweils gegenüber einer dazwischenliegenden, keilförmigen Taumelscheibe angeordnet und axial auf diese ausgerichtet sind. Die Pumpeneinheit ist mit einer von einer Antriebsmaschine angetriebenen Antriebswelle verbunden, und die Motoreinheit ist an dem stationären Maschinengehäuse festgelegt. Eine koaxial zur Antriebswelle liegende und antriebsmäßig mit einem Lastglied verbundene Abtriebswelle ist mit der Taumelscheibe verbunden. Wenn die Antriebsmaschine die Pumpeneinheit antreibt, wird Hydraulikflüssigkeit durch speziell konfigurierte Öffnungen in der Taumelscheibe zwischen der Pumpen- und der Motoreinheit hin- und hergepumpt. Das führt dazu, daß die Taumelscheibe mit drei in ein und dieselbe Richtung wirkenden Drehmomentkomponenten beaufschlagt wird, so daß an der Abtriebswelle ein Abtriebsmoment erzeugt wird, das das Lastglied antreibt. Zwei dieser Drehmomentkomponenten sind mechanischer Natur und werden von der Rotationspumpeneinheit an der Taumelscheibe erzeugt, während eine hydromechanische Komponente von der Motoreinheit an der Taumelscheibe erzeugt wird. Diese dritte Komponente ist rein hydrostatischer Natur und resultiert aus den unterschiedlichen Kräften, die von den Flüssigkeitsdrücken an den bezüglich des Umfangs entgegengesetzt liegenden Flächen der Taumelscheiben-Öffnungen erzeugt werden, die aufgrund der Keilform der Taumelscheibe unterschiedliche Flächeninhalte aufweisen.
Zum Ändern des Übersetzungsverhältnisses wird die Winkelstellung der Taumelscheibe relativ zur Achse der Abtriebswelle verändert. Da das Übersetzungsverhältnis, d. h. das Verhältnis der Drehzahlen, zwischen 1 : 0 und 1 : 1 stufenlos verstellbar ist, ist die Antriebsmaschine mit einer konstanten Drehzahl betreibbar, die in etwa bei ihrem günstigsten Arbeitspunkt liegt. Das Vorhandensein einer Übersetzungsverhältnis-Einstellung von 1 : 0 (Leerlauf) macht eine Kupplung überflüssig. Im Gegensatz zu herkömmlichen stufenlos verstellbaren hydrostatischen Getrieben, bei denen die Strömungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit proportional zum Übersetzungsverhältnis zunimmt, so daß das Maximum der Strömungsgeschwindigkeit mit der höchsten einstellbaren Übersetzung zusammenfällt, erreicht die Strömungsgeschwindigkeit der in der o. g. PCT-Anmeldung beschriebenen Hydraulikmaschine in der Mitte des Übersetzungsbereichs ein Maximum und nimmt dann progressiv bis auf ungefähr Null bei der höchsten einstellbaren Übersetzung ab. Auf diese Weise werden die Strömungsverluste der Hydraulikflüssigkeit verringert, und das bei herkömmlichen hydrostatischen Getrieben bei hohen Übersetzungen auftretende unangenehme Aufheulen wird vermieden. Da mehrere Drehmomentkomponenten auf die Taumelscheibe wirken, der Flüssigkeitsstrom in der oberen Hälfte des Abtriebs-Drehzahlbereichs abnimmt und die Antriebsmaschine in ihrem optimalen Leistungsbereich betreibbar ist, läßt sich die Hydraulikmaschine entsprechend der o. g. PCT-Anmeldung besonders vorteilhaft als ein leistungsstarkes, geräuscharmes, stufenlos verstellbares hydrostatisches Getriebe im Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen verwenden.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

Ein Ziel der Erfindung ist es, ausgehend von der Hydraulikmaschine nach der o. g. PCT-Anmeldung eine Hydraulikmaschine mit geringeren Abmessungen, weniger Einzelteilen und niedrigeren Herstellungskosten zu schaffen.
Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, eine Hydraulikmaschine zu schaffen, die Verbesserungen aufweist hinsichtlich des Einspeisens der unter geringem Druck stehenden Hydraulikflüssigkeit in die Hydraulikpumpen- und -motoreinheit, und hinsichtlich des Bereitstellens des Hydraulikdrucks zum Einstellen des Übersetzungsverhältnisses, d. h. zum Einstellen des Taumelscheiben-Winkels.
Ein zusätzliches Ziel der Erfindung ist es, eine Hydraulikmaschine des in der o. g. PCT-Anmeldung beschriebenen Typs zu schaffen, in der sich während ihres Antriebs mittels einer Antriebsmaschine Energie speichern läßt, die anschließend wiedergewonnen und vorübergehend zum Antreiben der Abtriebswelle, der Antriebswelle oder der Abtriebs- und der Antriebswelle verwendet wird, je nach Winkelstellung der Taumelscheibe.
Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, ein verbessertes hydrostatisches Lager zu schaffen, das die in Hydraulikmaschinen entstehenden extremen Schubbelastungen aufzunehmen in der Lage ist.
Durch die Erfindung wird ein stufenlos verstellbares hydrostatisches Getriebe des in der WO92/12357 beschriebenen Typs geschaffen, das die in Anspruch 1 definierten Merkmale aufweist.
Die obige allgemeine Beschreibung und die nachfolgende ausführliche Beschreibung dienen der Veranschaulichung und Erklärung und sollen die beanspruchte Erfindung näher erläutern.
Die Erfindung wird anhand einer bevorzugten Ausführungsform und unter Bezugnahme auf die Zeichnung beschrieben.

KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNG

In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1 ein erfindungsgemäßes stufenlos verstellbares hydrostatisches Getriebe im Längsschnitt,
Fig. 2 einen Schnitt entlang der Linie 2-2 in Fig. 1,
Fig. 3 die Abtriebswelle nach Fig. 1 im Längsschnitt,
Fig. 4 einen Plan eines Hydraulikkreislaufs mit dem Getriebe nach Fig. 1, und
Fig. 5 eine Druckscheibe, die in einem Axiallager des Getriebes nach Fig. 1 verwendet wird, von oben.
In den verschiedenen Ansichten der Zeichnung bezeichnen gleiche Bezugszeichen jeweils die gleichen Teile.

AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORM

Das in Fig. 1 insgesamt mit 10 bezeichnete stufenlos verstellbare hydrostatische Getriebe entsprechend der bevorzugten Ausführungsform der Erfindung weist als Grundbestandteile ein Gehäuse 12 auf, in dem eine Antriebswelle 14 und eine Abtriebswelle 16 in einer koaxialen und insgesamt endweisen Lage zueinander drehbar gelagert sind. Das außerhalb des Gehäuses liegende Ende der Antriebswelle 14 ist für die antriebsmäßige Verbindung mit einer nicht gezeigten Antriebsmaschine mit einem mit 14a bezeichneten Keilprofil versehen, und das außerhalb des Gehäuses liegende Ende der Abtriebswelle 16 ist für die antriebsmäßige Verbindung mit einem nicht gezeigten Lastglied mit einem mit 16a bezeichneten Keilprofil versehen. Die Antriebswelle 14 treibt eine Hydraulikpumpen- Einheit an, die insgesamt mit 18 bezeichnet ist. Eine insgesamt mit 20 bezeichnete Hydraulikmotor-Einheit ist in dem Gehäuse 12 festgelegt und liegt der Pumpeneinheit 18 axial gegenüber. Eine insgesamt mit 22 bezeichnete keilförmige Taumelscheibe ist in einer Lage zwischen der Pumpen- und der Motoreinheit antriebsmäßig mit der Abtriebswelle 16 verbunden und mit Öffnungen versehen, so daß der Austausch von Hydraulikflüssigkeit zwischen Pumpen- und Motoreinheit ermöglicht wird. Ein insgesamt mit 24 bezeichneter Regler ist mit der Taumelscheibe 22 verbunden und dient dem drehbaren Einstellen der Winkelstellung der Taumelscheibe bezüglich der Abtriebswellen-Achse 25, wodurch das Drehzahlverhältnis zwischen Antriebs- und Abtriebswelle eingestellt wird.
Wie aus Fig. 1 im einzelnen ersichtlich ist, weist das Gehäuse 12 eine Abdeckung 30 auf, die von im Kreis angeordneten Schrauben 31 festgelegt ist und das offene Antriebsende des Gehäuses verschließt. Die Antriebswelle 14 verläuft durch eine mittige Öffnung 32 in der Abdeckung und eine mittige Öffnung 33 in einer Trennwand 34 des Gehäuses in das Gehäuse 12 hinein. Die Antriebswelle 14 ist in Lagern 35, die in der Abdeckungsöffnung 32 und der Trennwandöffnung 33 eingebaut sind, drehbar gelagert. Eine mit Schrauben 37 an der Abdeckung 30 befestigte ringförmige Abschlußkappe 36 drückt eine Dichtung 38 gegen die Umfangsfläche der Antriebswelle, so daß das Ausfließen von Hydraulikflüssigkeit verhindert wird.
Der in axialer Richtung zwischen der Abdeckung 30 und der Gehäuse-Trennwand 34 liegende Abschnitt der Antriebswelle ist mit einem mit 40 bezeichneten Keilprofil versehen, das die antriebsmäßige Verbindung mit einer in Fig. 1 und auch in Fig. 4 bei 42 symbolisch dargestellten Ansaugpumpe ermöglicht. Eine Einlaßöffnung 43a und eine Auslaßöffnung 43b, die aus Gründen der Übersichtlichkeit in der Abdeckung 30 dargestellt sind, bilden die Fluidstrom-Verbindung von der Ansaugpumpe 42 zum Hydraulikkreislauf nach Fig. 4, so daß Hydraulikflüssigkeit aus einer Ölwanne gepumpt wird. In Fig. 4 ist die Ölwanne 44 außerhalb des Gehäuses 12 dargestellt. Sie kann jedoch auch in einem nicht gezeigten verlängerten unteren Wannenabschnitt des Gehäuses vorgesehen sein.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, ist das innere Ende der Antriebswelle 14 mit einer Geradsenkung versehen, die eine zylindrische Aussparung 45 bildet, in der ein innerer Endabschnitt geringeren Durchmessers der Abtriebswelle 16 aufgenommen ist. In der Aussparung 45 befestigte Lager 46 dienen der drehbaren Lagerung des inneren Endes der Abtriebswelle. Der innere Endabschnitt der Antriebswelle 14 jenseits der Gehäuse- Trennwand 34 ist zu einem radialen Flansch 47 verbreitert, dessen Umfangsfläche mit einem Keilprofil versehen ist, das in eine mit 48 bezeichnete und ebenfalls mit Keilprofil versehene mittige Bohrung einer ringförmigen. Druckscheibe 49 eingreift. Eine ringförmige Führungsplatte 50 ist in einer ringförmigen Aussparung 51 in der Innenfläche der Gehäuse-Trennwand 34 befestigt und mit einem in eine Bohrung 53 in der Gehäuse- Trennwand eingesetzten Kopfstift 52 drehfest verkeilt. Die Führungsplatte 50 wirkt mit der Druckscheibe 49 auf eine nachfolgend noch beschriebene Art und Weise zusammen, so daß die in dem Getriebe 10 entstehenden extremen Schubbelastungen wirksam aufgenommen werden.
Die innere radiale Stirnfläche der Druckscheibe 49 ist mit einer Aussparung versehen, in der der radial verbreiterte linke Endabschnitt einer Trägerwelle 56 aufgenommen ist, in der eine Mehrzahl von Kolben der Hydraulikpumpeneinheit 18 angeordnet ist. Diese z. B. zehn Kolben, von denen einer stellvertretend dargestellt und insgesamt mit 58 bezeichnet ist, sind gleichmäßig im Kreis und konzentrisch zur Achse 25 der Abtriebswelle auf die in der o. g. PCT-Anmeldung beschriebene Weise angeordnet. Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, weist jeder der Pumpenkolben 58 einen Kolbenboden 60 auf, der mit einer langen Schraube 61 an der Trägerwelle 56 befestigt ist, wobei die Schraube 61 durch eine Bohrung in der Trägerwelle verläuft und in eine Gewindebohrung 62 in der Druckscheibe 49 eingeschraubt ist. Der Kolbenboden 60 ist mit einer gewölbten Innenfläche versehen, in die eine gewölbte Außenfläche eines Ringlagers 62' paßt, das in einer von der Schraube 61 getragenen Innenbuchse 63 festgekeilt ist. Eine Abstandshülse 64 sitzt ebenfalls auf der Schraube 61, so daß das Pendellager beim Festziehen der Schraube in seiner Lage festgespannt wird und den Kolbenboden 60 in einem entsprechenden axialen Abstand zur Trägerwelle 56 positioniert. Damit ist jeder der Kolbenböden 60 so befestigt, daß er in begrenztem Maße radial und schwenkbar beweglich ist, wie es auch bei der Hydraulikmaschine nach der o. g. PCT-Anmeldung der Fall ist.
Der zylindrische rechte Endabschnitt der Pumpen-Trägerwelle 56 trägt ein ringförmiges Pendellager 66, dessen Form einer gewölbten Oberfläche 67 entspricht, die in der mittlere Öffnung eines ringförmigen Pumpen-Zylinderblocks 68 ausgebildet ist. Druckfedern 69 wirken jeweils auf einen Absatz an der Trägerwelle 56 und an dem Pendellager 66 und beaufschlagen das Pendellager nach rechts zum Abtriebsende des Getriebes hin. Ein Lager 70 ist in der mittleren Öffnung der Pumpen-Trägerwelle 56 eingeschlossen, durch die die Abtriebswelle 16 verläuft, so daß die Pumpen-Trägerwelle 56 an einer weiteren Stelle drehbar gelagert ist. Der Zylinderblock 68 weist eine ringförmige Anordnung von Pumpenzylindern 72 auf, in denen jeweils die Pumpenkolben 58 aufgenommen sind. Da die Kolbenböden 60 und der Zylinderblock 68 der Pumpe in Pendellagern befestigt sind, wird eine Präzessionsbewegung der Rotationsachse des Pumpen-Zylinderblocks ermöglicht.
Wie aus Fig. 1 weiter ersichtlich ist, entspricht die Hydraulikmotor-Einheit 20 in ihrem Aufbau im wesentlichen der Hydraulikpumpen-Einheit 18. Eine ringförmige Motor-Trägerwelle 74, die der Rotationspumpen-Trägerwelle 56 entspricht, ist jedoch mit ringförmig angeordneten Schrauben 75 an dem Gehäuse 12 festgelegt. Mittels dieser Schrauben sind auch insgesamt mit 76 bezeichnete Motor-Kolben befestigt, die jeweils einen Kolbenboden 77 aufweisen, der schwenkbar an einem Pendellager 78 befestigt ist, das mittels einer Hülse 79 auf die gleiche Weise wie die Pumpenkolben 58 in einem Abstand zur Pumpen- Trägerwelle 74 angeordnet ist. Ein Motor-Zylinderblock 80 ist über ein ringförmiges Pendellager 82 schwenkbar auf der Trägerwelle 74 befestigt. Druckfedern 82a beaufschlagen das Pendellager 82 nach links zum Antriebsende des Getriebes 10 hin. Wie beim Pumpen-Zylinderblock 68 sind auch in dem Zylinderblock 80 im Kreis angeordnete Motoren-Zylinder 83 vorgesehen, in denen jeweils ein Motoren-Kolben 76 aufgenommen ist. Da die Motor-Einheit 20 mittels Schrauben 75 in dem Gehäuse 12 festgelegt ist, führen die Kolben 76 und der Zylinderblock 80 keine Drehbewegung aus. Die mittels Pendellagern ausgeführte Befestigung der Kolbenböden 77 an den Schrauben 75 und des Zylinderblocks 80 an der Trägerwelle 74 ermöglicht jedoch eine Nutations- bzw. Präzessionsbewegung der Achse des Motor-Zylinderblocks.
Wie aus Fig. 1 weiter ersichtlich ist, verläuft die Abtriebswelle 16 nach rechts durch die mittlere Öffnung in der Trägerwelle 74 und durch eine mittlere Öffnung in einem nabenförmigen Abtriebs-Abschlußstück 86, das mit Schrauben 87 an dem Gehäuse 12 befestigt ist, aus dem Gehäuse 12 heraus. Die Abtriebswelle ist direkt vor ihrem Austritt aus dem Gehäuse 12 drehbar in zwei Ringlagern 89 gelagert, die in einer Aussparung in der mittleren Öffnung des Abschlußstücks seitlich angrenzend an eine C-Schelle 90 angeordnet sind, die in einer Ringnut 90a im Umfang der Abtriebswelle aufgenommen ist. Eine mit Schrauben 93 an dem Abschlußstück 86 befestigte ringförmige Verschlußkappe 92 drückt am Austrittspunkt der Abtriebswelle 16 aus dem Gehäuse eine Dichtung 94 gegen die Wellenoberfläche, so daß das Auslaufen von Hydraulikflüssigkeit verhindert wird.
Die Taumelscheibe 22 ist über eine in Fig. 1 insgesamt mit 100 bezeichnete Kupplung antriebsmäßig mit der Abtriebswelle 16 verbunden, und wirkungsmäßig zwischen der Pumpeneinheit 18 und der Motoreinheit 20 positioniert. Die Taumelscheibe 22 weist eine Antriebsfläche 101 auf, die sich in engem Gleitkontakt mit der Fläche 102 des Pumpen-Zylinderblocks 68 befindet, und eine Abtriebsfläche 103, die sich in engem Gleitkontakt mit der Fläche 104 des Motor-Zylinderblocks 80 befindet. Die Antriebs- und die Abtriebsfläche der Taumelscheibe 22 sind in einem spitzen Winkel zueinander angeordnet und bilden so die Keilform der Taumelscheibe. Aus Fig. 2 ersichtliche nierenförmige Öffnungen 106 verlaufen zwischen der Antriebs- und der Abtriebsfläche der Taumelscheibe und stehen jeweils mit in die Zylinder 72 des Pumpen-Zylinderblocks 68 führenden Öffnungen 107 und in die Zylinder 83 im Motor-Zylinderblock 80 führenden Öffnungen 108 in Verbindung, was in der o. g. PCT-Anmeldung ausführlicher beschrieben und veranschaulicht ist.
Die Abtriebswelle 16 ist als eine Hohlwelle ausgebildet, in die eine Trennwand 110 eingesetzt ist, so daß zwei axial verlaufende und seitlich aneinandergrenzende Hydrauliköl- Durchgänge 112 und 114 gebildet werden, wie aus Fig. 2 und 3 ersichtlich ist. In der Trennwand 110 ist eine mittige Grundbohrung 116 vorgesehen, die sich vom linken Ende bis kurz vor das rechte Ende der Trennwand erstreckt, wie aus Fig. 3 ersichtlich ist. Wie aus Fig. 2 ersichtlich ist, weist die Kupplung 100, die die Taumelscheibe 22 drehbar und antriebsmäßig mit der Abtriebswelle 16 verbindet, zwei diametral gegenüberliegende Naben 118 auf, die an der Abtriebswelle vorgesehen sind und von dieser radial nach außen verlaufen. Das innenliegende Ende der einen Nabe bildet eine Öffnung zu dem in der Welle ausgebildeten Durchgang 112, und das innenliegende Ende der anderen Nabe bildet eine Öffnung zu dem in der Welle ausgebildeten Durchgang 114. In die Taumelscheibe 22 sind diametral gegenüberliegende radiale Bohrungen 120 eingebracht, in die jeweils eine mit Flansch versehene Hülse 122 eingesetzt ist. Durch die Taumelscheiben-Bohrung und die Hülse 122 ist jeweils ein hohler Mitnehmerstift 124 in die Wellennabe 118 eingesetzt, so daß die Taumelscheibe 22 drehbar und antriebsmäßig mit der Abtriebswelle verbunden ist. Ein Stopfen 126 ist jeweils in einen mit Gewinde versehenen äußeren Endabschnitt der Taumelscheiben-Bohrung 120 eingeschraubt, so daß das äußere Ende abgedichtet und der Mitnehmerstift 124 in seiner Lage festgelegt ist. In der Hohlzylinder-Wand jedes Mitnehmerstifts sind angrenzend an dessen äußeres Ende radiale Bohrungen 127 vorgesehen, so daß eine Hydraulikstrom-Verbindung von einer rechts der Mittellinie 129 liegenden Hochdruckseite 128 der Taumelscheibe 22 zum Innendurchgang 112 der Welle und von einer links der Mittellinie 129 liegenden Niederdruckseite 130 der Taumelscheibe 22 zum Innendurchgang 114 der Welle geschaffen wird. Ein insgesamt mit 132 bezeichnetes Wechselventil ist in gegenüberliegende, erweiterte und mit der Trennwand-Bohrung 116 in Verbindung stehende seitliche Öffnungen 133 in der Wellen- Trennwand 110 eingebaut. Das Wechselventil weist zwei Ventilplatten 134 auf, die von einem mit Absätzen versehenen Verbindungsstift 135 in einem Abstand voneinander festgelegt sind. Die zur Hochdruckseite 128 der Taumelscheibe 22 zeigende Ventilplatte 134 wird somit gegen die Trennwand 110 gedrückt, so daß sie eine der Trennwand-Öffnungen 133 dicht verschließt, während sich die andere Ventilplatte 134 in einem Abstand von der Trennwand 110 befindet, so daß die andere Trennwand-Öffnung 133 zur Niederdruckseite 130 der Trennscheibe 22 geöffnet ist und das Fließen von unter geringem Druck stehender Hydraulikflüssigkeit in die Trennwand-Bohrung 116 ermöglicht. Das Wechselventil 132 gewährleistet also, daß nur Hydraulikflüssigkeit geringen Drucks in die Trennwand-Bohrung 116 fließen kann.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, weist ein Verhältnis- Regler 24 einen ringförmigen Kolben 140 auf, der auf der Abtriebswelle 16 in einer axialen Position gehalten wird, die von einem geteilten Bund 141 festgelegt ist, der in einer aus Fig. 3 ersichtlichen Ringnut 142 im Umfang der Abtriebswelle sitzt. Ein ringförmiger Steuerzylinder 144 ist verschiebbar und über Dichtungen 143 dicht abschließend auf der Abtriebswelle angebracht und umschließt den Kolben 140, so daß links des Kolbens 140 eine abgedichtete Kammer 145 rechts des Kolbens eine abgedichtete Kammer 146 gebildet wird. Eine die Abtriebswelle 16 umschließende Steuerbuchse 148 ist an ihrem äußeren Ende an dem Steuerzylinder 144 befestigt und verläuft durch den Spalt zwischen der Motor-Trägerwelle 74 und der Abtriebswelle zur Taumelscheibe 22 hin. Am innenliegenden Ende der Steuerbuchse 148 ist ein radial nach außen verlaufender Mitnehmerzapfen 150 befestigt. Wie aus Fig. 2 am besten ersichtlich ist, ist in dem Mitnehmerzapfen 150 in einem radialen Abstand von der Abtriebswelle 16 eine Querbohrung 151 vorgesehen, die mit einer Hülse 152 ausgekleidet ist. Fluchtend dazu angeordnete Querbohrungen 153 sind ferner in einem in Axialrichtung verdickten Rand der Taumelscheibe 22 ausgebildet. Ein Drehzapfen 154 ist durch die Bohrungen 153 und die Hülse 152 des Mitnehmerzapfens in der aus Fig. 2 ersichtlichen Lage eingesetzt, so daß die Taumelscheibe 22 drehbar mit dem Mitnehmerzapfen 150 verbunden ist.
Wie aus Fig. 1 und 2 ersichtlich ist, ist ein Ausgleichsring 156 mit einer Schraube 157 an dem äußeren Ende des Mitnehmerzapfens 150 befestigt. Wie in der o. g. PCT-Anmeldung ausführlich beschrieben ist, werden mit einem Gegengewicht wie dem Ausgleichsring 156 die außermittig liegenden Massen der Taumelscheibe 22 sowie des präzessierenden Pumpenzylinderblocks 68 und Motorzylinderblocks 80 kompensiert.
Zurück zum Verhältnis-Regler 24: Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, sind in die Hohlzylinder-Wand der Abtriebswelle 16 und in die Wellen-Trennwand 110 zwei radiale Bohrungen 160 und 162 eingebracht, die die Trennwand-Bohrung 116 schneiden. Die Bohrungen 160 und 162 sind in axialer Richtung eng angrenzend zu beiden Seiten einer Ringnut 142 angeordnet, die den aus Fig. 1 ersichtlichen Steuerkolben 140 in seiner Lage festlegt, und befinden sich folglich auf gegenüberliegenden Seiten des Steuerkolbens. Die Kammer 145 des Steuerzylinders steht demzufolge mit der Niederdruck-Hydraulikflüssigkeit in der Trennwand-Bohrung 116 über die Bohrung 160 in Verbindung, und die Kammer 146 des Steuerzylinders steht mit der Niederdruck-Hydraulikflüssigkeit in der Trennwand-Bohrung 116 über die Bohrung 162 in Verbindung. Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, ist der Steuerzylinder 144 von einem zylindrischen Steuerventilglied 164 umgeben, das dicht mit der Umfangsfläche des Steuerzylinders abschließt. In der Hohlzylinder-Wand des Steuerzylinders 144 ist jeweils axial gesehen am äußersten Rand eine Ablaßöffnung 165 bzw. 166 vorgesehen, so daß die Ablaßöffnung 165 mit der Kammer 145 des Steuerzylinders in Verbindung steht, und die Ablaßöffnung 166 mit der Kammer 146 des Steuerzylinders. Die Ablaßöffnungen 165 und 166 sind von dem Steuerventilglied 164 verschlossen, solange keine Übersetzungsänderung erfolgt.
Die Innenfläche des Ventilglieds 164 ist mit zwei ring förmigen Hohlräumen 168 und 169 versehen, die in axialer Richtung jeweils ganz außen liegen. Damit sich die Bauteile des Verhältnis-Reglers gemeinsam mit der Taumelscheibe 22 und der Abtriebswelle 16 drehen, ist das Steuerventilglied 164 an seiner Umfangsfläche mit zwei in einem axialen Abstand voneinander angeordneten ringförmigen Rippen versehen, die eine fortlaufende Ringnut 170 bilden. Eine axial verschiebbar an dem Gehäuse 12 angebrachte Steuerstange 172 weist einen radial nach innen stehenden Finger 173 auf, der in die Ringnut 170 des Ventilglieds eingreift.
Wie bereits erwähnt wurde, hat das Steuerventilglied 164 des Reglers 24 während des Betriebs mit gleichbleibender Drehzahl eine solche axiale Lage, daß die Ablaßöffnungen 165 und 166 in dem Steuerzylinder 144 dicht verschlossen sind. Demzufolge sind die beiden Kammern 145 und 146 des Steuerzylinders über die Trennwand-Bohrung 116 und die Bohrungen 160 und 162 mit Hydraulikflüssigkeit gleichen Drucks gefüllt, und der Steuerzylinder 144 wird mittels der abgeglichenen Hydraulikdrücke in den Kammern 145 und 146 in einer unveränderlichen axialen Lage gehalten, so daß entsprechend der festgelegten Winkelstellung der Taumelscheibe 22 ein bestimmtes Übersetzungsverhältnis eingestellt ist. Zum Ändern des Übersetzungsverhältnisses wird das Steuerventilglied 164 in Bezug auf den Steuerzylinder 144 axial verschoben, so daß eine der Ringnuten 168, 169 mit einer entsprechenden Ablaßöffnung 165 bzw. 166 des Steuerzylinders in Verbindung steht. Die Hydraulikflüssigkeit fließt dann aus der geöffneten Steuerzylinder-Kammer durch die unverschlossene Ablaßöffnung in den zugehörigen ringförmigen Hohlraum in dem Steuerventilglied 164. Die abgelassene Hydraulikflüssigkeit wird in den aus Fig. 4 ersichtlichen Hydraulikkreislauf zurückgeführt, an den die ringförmigen Hohlräume 168 und 169 angeschlossen sind. Das entstandene Ungleichgewicht der Drücke in den Kammern 145 und 146 des Steuerzylinders bewirkt eine axiale Verschiebung des Steuerzylinders 144, so daß der Winkel der Taumelscheibe über das Regler-Verbindungsgestänge, zu dem die Steuerhülse 148 und der Mitnehmerzapfen 150 gehören, drehbar eingestellt wird.
Da das Steuerventilglied 164 über den Eingriff des Fingers 173 der Steuerstange in die Ringnut 170 in seiner axial verlagerten Stellung gehalten wird, folgt das Steuerventilglied der axialen Bewegung des Steuerzylinders 144 nicht. Der Steuerzylinder erreicht schließlich eine axiale Lage, in der die geöffnete Ablaßöffnung 145 oder 146 von dem Steuerventilglied 164 verschlossen wird. Es erfolgt ein schneller Ausgleich der Drücke der Hydraulikflüssigkeit in den Kammern 145 und 146 des Steuerzylinders, so daß die verlagerte axiale Stellung des Steuerzylinders und damit der neue Taumelscheiben-Winkel erhalten bleiben.
Wenn man die aus Fig. 1 ersichtliche Stellung von Regler und Taumelscheibe betrachtet, dann wird bei einer Linksverschiebung des Steuerventilglieds 164 die Ablaßöffnung 166 zum ringförmigen Hohlraum 169 geöffnet. Aus der Kammer 146 des Steuerzylinders wird nun Hydraulikflüssigkeit abgelassen, während über die Trennwand-Bohrung 116 und die Bohrung 160 Hydraulikflüssigkeit in die Kammer 145 des Steuerzylinders einfließt, so daß eine Druckdifferenz entsteht. Das Volumen der Steuerzylinder-Kammer 145 vergrößert sich, das der Kammer 146 wird kleiner, so daß der Steuerzylinder 144 nach links bewegt wird. Die Taumelscheibe 22 wird so entgegen dem Uhrzeigersinn um eine aus Fig. 2 ersichtliche und von der Kupplung 100 gebildete Querachse 176 geschwenkt, die die Achse 25 der Abtriebswelle schneidet.
Wenn der Steuerzylinder 144 eine axiale Lage erreicht hat, in der das Steuerventilglied 164 die Ablaßöffnung 166 dicht verschließt, erfolgt ein Ausgleich der Hydraulikdrücke in den Steuerzylinder-Kammern 145 und 146, so daß das Übersetzungsverhältnis entsprechend des neuen Taumelscheiben-Winkels eingestellt ist.
Das aus Fig. 1 ersichtliche Getriebe 10 weist schließlich noch eine erste Gruppe von Bohrungen 180 auf, die in der Hohlzylinder-Wand der Abtriebswelle 16 an deren Umfang im Abstand voneinander ausgebildet sind und mit dem in der Welle ausgebildeten Niederdruck-Durchgang 114 in Verbindung stehen. Eine zweite Gruppe von am Umfang im Abstand voneinander angeordneten Bohrungen 182, die am Ende der Abtriebswelle gegenüber den Bohrungen 180 axial versetzt in Durchsicht dargestellt sind, ist ebenfalls in der Hohlzylinder-Wand der Abtriebswelle 16 ausgebildet und steht mit dem Hochdruck-Durchgang 112 der Welle in Verbindung. Zwei ringförmige Hohlräume 184 und 186 sind in die Bohrungsoberfläche des Abschlußstücks 86 eingearbeitet. Der ringförmige Hohlraum 184 ist radial auf die Bohrungen 180 ausgerichtet, und der ringförmige Hohlraum 186 ist radial auf die Bohrungen 182 ausgerichtet. Ringförmige Dichtungen 188 verhindern das Auslaufen von Flüssigkeit aus den ringförmigen Hohlräumen. Öffnungen 190 und 191 in dem Abschlußstück 86 stehen mit dem ringförmigen Hohlraum 184 bzw. 186 in Verbindung.
Da eine ausführliche Beschreibung des Betriebs des Getriebes 10 der o. g. PCT-Anmeldung entnommen werden kann, soll hier nur eine kurze zusammenfassende Darstellung erfolgen. Wird ein Drehmoment von einer Antriebsmaschine auf die Antriebswelle 14 aufgebracht, treibt diese die Ansaugpumpe 42 zusammen mit der Pumpeneinheit 18 an, so daß Ausgleichsflüssigkeit über die Öffnung 190, die Bohrungen 180 und den Innendurchgang 114 der Welle in die Pumpen- und Motorenzylinder 72 und 83 geleitet wird. Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, sind in der Trennwand- Bohrung 116 kleine radiale Öffnungen 194 ausgebildet, so daß Hydraulikflüssigkeit zu den verschiedenen Wellenlagern geleitet wird und diese schmiert. Bei der aus Fig. 1 ersichtlichen Winkelstellung der Taumelscheibe 22 liegt deren Antriebsfläche 101 ungefähr im rechten Winkel zur Achse 25 der Abtriebswelle. Der Pumpen-Zylinderblock 68 dreht sich somit auf einer Kreisbahn und hat keine axiale Bewegungskomponente, weshalb keine Hydraulikflüssigkeit gepumpt wird. Das ist die Leerlauf-Übersetzung.
Soll ein Drehmoment auf ein mit der Abtriebswelle 16 verbundenes Lastglied übertragen werden, wird die Steuerstange 172 nach links verschoben, so daß die Taumelscheibe auf die zuvor beschriebene Art und Weise durch Drehen entgegen dem Uhrzeigersinn eingestellt wird und die Rotationsachse der Taumelscheibe in eine neue Einstellung präzessiert. Da die Antriebsfläche 101 der Taumelscheibe 22 nun in einem schiefen Winkel zur Abtriebswellen-Achse 25 steht, rotiert der Pumpen- Zylinderblock 68 um eine präzessierte Achse mit einer gegenüber der Abtriebswellen-Achse 25 versetzten Winkelstellung. Die Rotationsachse des Motor-Zylinderblocks 80 präzessiert ebenfalls in eine neue Einstellung, die von der Abtriebsfläche 103 der Taumelscheibe vorgegeben ist. Die Pumpenzylinder 72 führen demzufolge bezüglich der Pumpenkolben 58 eine axiale Hin- und Herbewegung aus, so daß die Hydraulikflüssigkeit in den Pumpenzylindern mit Druck beaufschlagt und die Druckflüssigkeit durch die nierenförmigen Schlitze 106 gepumpt wird. Das von der Rotationsfläche des Pumpen-Zylinderblocks 68 auf die Antriebsfläche 101 der Taumelscheibe 22 aufgebrachte Drehmoment stellt eine mechanische Komponente des über die Taumelscheibe 22 auf die Abtriebswelle 16 aufgebrachten Antriebsmoments dar. Diese mechanische Drehmomentkomponente ist in etwa Null, wenn die Antriebsfläche 101 der Taumelscheibe im rechten Winkel zur Achse 25 der Abtriebswelle steht, und erhöht sich allmählich bis auf 100% des Abtriebsmoments in einer Stellung, in der die Abtriebsfläche 103 der Taumelscheibe rechtwinklig zur Achse 25 steht. Das liegt daran, daß die Motorenkolben 76 in den Motorenzylindern 83 bei rechtwinkliger Stellung der Taumelscheiben- Abtriebsfläche zur Abtriebswellen-Achse keine Pumpbewegung mehr ausführen und somit von der Motor-Einheit 20 keine Flüssigkeit gefördert wird. Folglich sind die Pumpeneinheit 18 und die Taumelscheibe 22 im Prinzip hydraulisch fest verriegelt, und es kommt zu keinerlei Relativbewegung zwischen dem rotierenden Pumpen-Zylinderblock 68 und der Taumelscheibe 22. Somit ist das Übersetzungsverhältnis 1 : 1, und das Drehmoment wird durchgehend mechanisch von der Antriebswelle 14 auf die Abtriebswelle 16 übertragen.
Bei einer Stellung der Taumelscheibe 22 zwischen diesen beiden Winkeln wird die von der Pumpeneinheit 18 mit Druck beaufschlagte Hydraulikflüssigkeit durch die nierenförmigen Schlitze 106 in der Taumelscheibe gepumpt, so daß die Motorzylinder 83 in dem Motor-Zylinderblock 80 mit Druck beaufschlagt werden. Die Druckflüssigkeit in den Motorzylindern 83 erzeugt eine Axialkraft auf die jeweilige innere, in axiale Richtung zeigende Fläche des Motor-Zylinderblocks 80, die ihrerseits auf die Abtriebsfläche 103 der Taumelscheibe 22 wirkt. Damit wirkt auf die Taumelscheibe eine Drehmomentkom ponente, die sich in etwa als Produkt aus dem Tangens des Winkels zwischen Taumelscheibe und Abtriebswellen-Achse und der vom Motor-Zylinderblock 80 auf die Taumelscheibe 22 ausgeübten Axialkraft ergibt.
Eine dritte auf die Taumelscheibe 22 wirkende Drehmomentkomponente ist eine rein hydrostatische Komponente und ergibt sich als eine Funktion der unterschiedlichen Kräfte, die von den Hydraulikdrücken an den bezüglich des Umfangs entgegengesetzt liegenden Stirnflächen der nierenförmigen Schlitze 106, die wie bereits erwähnt von unterschiedlichem Flächeninhalt sind, erzeugt werden. Diese Drehmomentkomponente macht bei den Übersetzungsverhältnissen zwischen Leerlauf und 1 : 1 ca. 85% des über das Getriebe 10 übertragenen Drehmoments aus.
Wie leicht nachzuvollziehen ist, wird bei allen Übersetzungsverhältnissen mit Ausnahme des Leerlaufs während der Drehung der Pumpenzylinder 72 in "Aufwärts"-Richtung vom schwächsten Punkt der Taumelscheibe 22 zum stärksten Punkt die Hydraulikflüssigkeit in den Zylindern komprimiert und demzufolge mit Druck beaufschlagt. Folglich ist dies die in Fig. 2 mit 128 bezeichnete Hochdruck-Seite der Taumelscheibe. Auf der diametral gegenüberliegenden Seite der Taumelscheibe drehen sich die Pumpenzylinder 72 in "Abwärts"-Richtung vom stärksten Punkt der Taumelscheibe zum schwächsten Punkt. Dies ist demnach die in Fig. 2 mit 130 bezeichnete Ansaug- oder Niederdruck-Seite der Taumelscheibe 22, bei der Hydraulikflüssigkeit von den Motorzylindern 83 durch die Taumelscheiben- Schlitze 106 zurück zu den Pumpenzylindern 72 geleitet wird.
Wie aus dem Hydraulikkreislauf nach Fig. 4 ersichtlich ist, wird die Hydraulikflüssigkeit von der Ansaugpumpe 42 durch einen Filter 200, eine Flüssigkeitsleitung 202 und ein Rückschlagventil 203 aus der Ölwanne 44 zur Öffnung 190 in dem Abschlußstück 86 gepumpt, durch die unter geringem Druck stehende Hydraulikflüssigkeit über den Wellen-Innendurchgang 114 in die Pumpeneinheit 18 und die Motoreinheit 20 geleitet wird, bis der Ausgangsdruck der Pumpe nicht mehr höher ist als der Druck an der Niederdruck-Öffnung 190. Nun wird ein kleiner Druckspeicher 204 vom Ausgang der Ansaugpumpe über den Filter 200 und eine Flüssigkeitsleitung 205 sowie ein insgesamt mit 206 bezeichnetes Füllventil gefüllt. Das Füllventil weist ein Rückschlagventil 208 auf, das zum Einleiten der Hydraulikflüssigkeit in den Druckspeicher 204 öffnet, solange der Druck im Druckspeicher den Ausgangsdruck der Pumpe nicht übersteigt. In diesem Fall öffnet ein einstellbares Überdruckventil 210, und die Hydraulikflüssigkeit in der Fluidleitung 205 wird in eine Rückführleitung 212 umgeleitet, die über ein zweites Überdruckventil 214 und einen Kühler 216 zur Ölwanne 44 zurückführt. Das Überdruckventil 214 vermindert während der Umleitung über die Fluidleitung 212 den Druck in der Fluidleitung 205, so daß die Ansaugpumpe mit geringem Druck arbeitet und die Schmierölleitungen sowie den Niederdruck-Innendurchgang 114 der Welle über die Fluidleitung 202 speist.
In dem Druckspeicher 204 wird Energie gespeichert, so daß ständig ein ausreichender Hydraulikdruck zum Betreiben des Verhältnis-Reglers 24 zur Verfügung steht, auch wenn am Ausgang der Ansaugpumpe 42 kein ausreichender Druck vorhanden ist. Der Druckspeicher 204 ist über eine Fluidleitung 220 und ein Rückschlagventil 222 mit der Öffnung 190 verbunden. Somit steht auch dann Hydraulikdruck zum Ändern des Übersetzungsverhältnisses zur Verfügung, wenn die Antriebsmaschine kein Antriebsmoment auf die Antriebswelle 14 aufbringt.
Die Symbole in Fig. 4 mit den Bezugszeichen 164 und 172 stehen für das Steuerventilglied und die Steuerstange, zwei ebenfalls aus Fig. 1 ersichtliche und dort genauso bezeichnete Elemente des Verhältnis-Reglers 24. Die aus Fig. 4 ersichtlichen Symbole mit den Bezugszeichen 140, 144, 145 und 146 stehen jeweils für den Steuerkolben, den Steuerzylinder und die Steuerzylinder-Kammern des aus Fig. 1 ersichtlichen Verhältnis- Reglers. Wie aus Fig. 4 ersichtlich ist, ist je nach der für ein bestimmtes Übersetzungsverhältnis eingestellten Position des Steuerventilglieds 164 entweder die Steuerzylinderkammer 145 oder die Kammer 146 geöffnet, so daß der Steuerzylinder entsprechend des Pfeils 224 axial verschoben wird. Die Hydraulikflüssigkeit aus der geöffneten Steuerzylinder-Kammer wird über die Fluidleitung 226 in die Ölwanne 44 zurückgeführt.
Wie ebenfalls aus Fig. 4 ersichtlich ist, ist die mit dem Niederdruck-Innendurchgang 114 der Welle in Verbindung stehende Öffnung 190 über eine Fluidleitung 230 mit einem großen Druckspeicher 232 verbunden, und zwar über ein Rückschlagventil 234, eine Fluidleitung 235 und ein Wegeventil 236. Auf ähnliche Weise ist die mit dem aus Fig. 2 ersichtlichen Hochdruck- Innendurchgang 112 der Welle in Verbindung stehende Öffnung 191 über eine Fluidleitung 237, ein Rückschlagventil 238, die Fluidleitung 235 und das Ventil 236 mit dem Druckspeicher 232 verbunden. Die gegenläufigen Rückschlagventile 234 und 238 gewährleisten, daß nur unter hohem Druck stehende Hydraulikflüssigkeit, wie sie an der Öffnung 191 im Normalfall und an der Öffnung 190 nur hin und wieder anliegt, zum Druckspeicher 232 gelangt. Wie in der o. g. PCT-Anmeldung bereits beschrieben wurde, gewährleistet ein zwischen den Wellen-Durchgängen 112 und 114 eingebautes Überdruckventil 233, daß die Druckdifferenz zwischen der Hoch- und der Niederdruckseite der Taumelscheibe den konstruktiv bedingten Grenzwert nicht übersteigt. Bei der dargestellten mittigen Ventilstellung ist die Fluidleitung 235 nicht mit dem Druckspeicher 232 verbunden, und es fließt keine Hydraulikflüssigkeit zum Speichern von Energie in den Druckspeicher 232. Wird das Steuerventil jedoch nach rechts verschoben, ist die Fluidleitung 235 mit dem Druckspeicher verbunden und es fließt unter hohem Druck stehende Hydraulikflüssigkeit in den Druckspeicher, so daß während des Antriebs des Getriebes 10 über eine Antriebsmaschine, und insbesondere während des Bremsvorgangs des Fahrzeugs, Energie gespeichert wird. Wird das Steuerventil 236 nun nach links verschoben, wird die im Druckspeicher 232 gespeicherte Energie über die Fluidleitung 240, die Fluidleitung 230 und die Öffnung 190 wieder an die Pumpen- und die Motoreinheit abgegeben, wo sie je nach Winkelstellung der Taumelscheibe vorübergehend die Antriebswelle 14, die Abtriebswelle 16 oder beide Wellen antreibt.
Mit der zurückgeführten und gespeicherten Energie läßt sich auch die Antriebswelle antreiben, während die Abtriebswelle blockiert ist, und somit z. B. ein als Antriebsmaschine an das Getriebe angeschlossener Verbrennungsmotor anwerfen. Die rückgeführte Energie läßt sich jedoch auch zum Antreiben der Abtriebswelle bei blockierter Antriebswelle nutzen, so daß ein Fahrzeug über eine kurze Distanz bewegt werden kann. Schließ lich läßt sich mit der gewonnenen Energie auch ergänzend zu dem von der Antriebsmaschine auf die Antriebswelle aufgebrachten Antriebsmoment ein Drehmoment auf sowohl die Antriebs- als auch die Abtriebswelle aufbringen.
Wie aus Fig. 4 ebenfalls ersichtlich ist, ist zum Schutz des Getriebes ein aus Fig. 1 nicht ersichtliches Überdruckventil 250 zwischen der Hoch- und der Niederdruckseite der Taumelscheibe in die Taumelscheibe 22 eingebaut, und zwar auf die in der o. g. PCT-Anmeldung beschriebene Weise. Damit wird verhindert, daß die Druckdifferenz zwischen der Hoch- und der Niederdruckseite der Taumelscheibe die konstruktiv bedingten Grenzwerte übersteigt.
Wie bereits erwähnt wurde, bilden die aus Fig. 1 ersichtlichen Elemente Druckscheibe 49 und Führungsplatte 50 zwischen der rotierenden Hydraulikpumpen-Einheit und dem Gehäuse 12 ein extrem belastbares hydrostatisches Drucklager, von dem die in einem stufenlos verstellbaren Hydraulikgetriebe 10 erzeugten extremen (axialen) Druckbelastungen aufgenommen werden. Wie aus einer in Fig. 5 gezeigten Draufsicht auf die Druckscheibe 49 ersichtlich ist, ist die Innenbohrung der Druckscheibe mit einem in Fig. 1 und 5 mit 48 bezeichneten Keilprofil versehen, mit dem die Druckscheibe in ein Keilprofil 48 eingreift, das in der Umfangsfläche des einstückig an der Antriebswelle 14 ausgebildeten radialen Flanschs 47 vorgesehen ist, so daß sie sich mit der Drehzahl der Antriebswelle dreht. Im Kreis angeordnete durchgängige Gewindebohrungen 260 sind in jeweils gleichem Abstand vom Umfang der Druckscheibe 49 in axialer Richtung in diese eingebracht. Wie aus Fig. 1 bei 62 ersichtlich ist, sind die Befestigungsschrauben 61 der Pumpenkolben in diese Gewindebohrungen 260 eingeschraubt. Da die gezeigte Ausführungsform der Erfindung zehn Pumpenkolben 58 aufweist, beträgt die Anzahl der Gewindebohrungen 260 in der Druckscheibe 49 ebenfalls zehn.
Wie aus Fig. 1 in Durchsicht ersichtlich ist, weist jede der Befestigungsschrauben 61 der Pumpenkolben eine Bohrung 262 auf, die eine offene Verbindung zur Hydraulikflüssigkeit in ihrem zugehörigen Pumpenzylinder 72 schafft. Wie aus Fig. 5 ersichtlich ist, sind in der Lagerfläche 265 der Druckscheibe 49 zehn sektorförmige Hohlräume 264 von geringer Tiefe ausge bildet, von denen einer aus Fig. 1 ersichtlich ist. Die Hohlräume 264 sind in gleichmäßigen Abständen entlang des Umfangs und jeweils deckungsgleich mit den Gewindebohrungen 260 angeordnet. Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, wird die Öffnung jedes dieser Hohlräume 264 in der Lagerfläche der Druckscheibe jeweils von der ebenen Lagerfläche 266 der Führungsplatte 50 verschlossen, die mittels des Stifts 52 in der ringförmigen Aussparung 51 in der radialen Fläche der Gehäuse-Trennwand 34 festgekeilt ist. Wie zu sehen ist, kann die Hydraulikflüssigkeit aus den Pumpenzylindern 72 jeweils durch die Bohrung 62 in der Kolben-Befestigungsschraube 61 fließen und die Hohlräume 264 füllen. Folglich herrscht während des Pumpbetriebs der Hydraulikpumpen-Einheit 18 in den Pumpenzylindern 72 der gleiche Hydraulik-Flüssigkeitsdruck wie in den Druckscheiben- Hohlräumen 264, die jeweils über die Bohrung 262 der Kolben- Befestigungschraube mit diesen in Verbindung stehen. Die vom Hydraulikdruck im jeweiligen Pumpenzylinder 72 auf die Pumpenkolben aufgebrachten Schubkräfte und die vom Hydraulikdruck in den Hohlräumen 264 auf die Druckscheibe 49 aufgebrachten Schubkräfte sind dabei axial entgegengesetzt gerichtet. Damit läßt sich durch entsprechendes Proportionieren der Flächeninhalte von Hohlraum und Pumpen-Kolbenboden die resultierende Schubkraft an der Gleitkontaktfläche von Druckscheibe und Führungsplatte in der gewünschten Größenordnung einstellen. In der Praxis sollten die resultierenden Schubkräfte in einem solchen Bereich liegen, daß an der Gleitkontaktfläche von Druckscheibe und Führungsplatte einerseits keine zu große Reibung erzeugt wird und andererseits nicht zu viel Hydraulikflüssigkeit ausläuft. Etwas Leckage ist jedoch zum Schmieren der Axiallager- Kontaktflächen notwendig. Bei einer optimalen Konstruktionslösung muß deshalb ein Kompromiß zwischen den entgegengesetzt wirkenden Faktoren Reibung und Leckage gefunden werden.
Es hat sich gezeigt, daß ein Optimum mit minimaler Reibung und Leckage erreicht wird, wenn der Flächeninhalt der Hohlräume 264 in der Lagerfläche der Druckscheibe 49 ca. 90% des Flächeninhalts der Pumpen-Kolbenböden beträgt.
Durch die beschriebene Erfindung wird ein stufenlos verstellbares hydrostatisches Getriebe des in der o. g. PCT-Anmel dung offenbarten Typs geschaffen, dessen Vorzüge kompakte Abmessungen, eine geringe Bauteile-Anzahl und geringe Herstellungskosten sind. In der Abtriebswelle sind Innen-Durchgänge vorgesehen, so daß innerhalb des Getriebegehäuses eine Trennung von Hochdruck-Hydraulikflüssigkeit und Niederdruck- Hydraulikflüssigkeit erfolgt, was den Herstellungsprozeß vereinfacht. Zusätzliche Einsparungen ergeben sich insbesondere hinsichtlich des Platzbedarfs daraus, daß die Abtriebswelle in den Verhältnisregler eingebaut ist. Aus den Erfindungsmerkmalen, die das Speichern und Rückgewinnen von Energie ermöglichen, resultieren außerordentlich vielseitige Einsatzmöglichkeiten.

Claims

1. Stufenlos verstellbares hydrostatisches Getriebe (10), das folgendes aufweist:

- ein Gehäuse (12),

- eine Antriebswelle (14), die drehbar in dem Gehäuse befestigt ist und ein Antriebsmoment von einer Antriebsmaschine aufnimmt,

- eine Abtriebswelle (16), die drehbar in dem Gehäuse befestigt ist und ein Abtriebsmoment auf ein Lastglied überträgt,

- eine Pumpeneinheit (18), die mit der Antriebswelle gekoppelt ist,

- eine Motoreinheit (20), die in dem Gehäuse festgelegt ist,

- eine Taumelscheibe (22) mit einer der Pumpeneinheit gegenüberliegenden Antriebsfläche (101) und einer Abtriebsfläche (103), die der Motoreinheit gegenüberliegt und in einem spitzen Winkel zur Antriebsfläche angeordnet ist, sowie mit einer Mehrzahl von im Abstand voneinander entlang des Umfangs angeordneten Öffnungen (106), die zwischen der Antriebs- und der Abtriebsfläche verlaufen,

- eine Kupplung (100), die antriebsmäßig mit der Abtriebswelle und drehbar mit der Taumelscheibe verbunden ist und sowohl die Drehmomentübertragung zwischen der Taumelscheibe und der Abtriebswelle als auch das Verändern der Winkelstellung der Taumelscheibe relativ zur Abtriebswellen-Achse ermöglicht,

- sowie einen Regler (24), der so gekoppelt ist, daß er die Winkelstellung der Taumelscheibe selektiv für ein jeweils gewünschtes Antriebs-Übersetzungsverhältnis zwischen der Antriebs- und der Abtriebswelle einstellt,

- wobei ein axial verlaufender Durchgang (114) vorgesehen ist, durch den Hydraulikflüssigkeit in die Pumpeneinheit geleitet wird, und die Pumpeneinheit durch die Öffnungen in der Taumelscheibe hindurch Hydraulikflüssigkeit zur Motoreinheit pumpt, während sie von der Antriebswelle angetrieben wird, so daß ein Drehmoment auf die Taumelscheibe aufgebracht wird, das die Abtriebswelle antreibt,

dadurch gekennzeichnet, daß,

der Wellen-Durchgang (114) in der Abtriebswelle (16) vorgesehen ist und die Kupplung (100) einen Innendurchgang (124) aufweist,

der mit dem Hydraulikstrom in dem Wellen-Durchgang in Verbindung steht.

2. Getriebe nach Anspruch 1, wobei die Taumelscheibe eine Hoch- und eine Niederdruckseite (128, 130) aufweist, die sich im Prinzip diametral gegenüberliegen, der Innendurchgang der Kupplung ein erstes Innendurchgangs-Segment (124, 127) aufweist, das mit der Niederdruckseite der Taumelscheibe in Verbindung steht, und ein zweites Innendurchgangs-Segment (124, 127), das mit der Hochdruckseite der Taumelscheibe in Verbindung steht, und die Abtriebswelle eine axial verlaufende Trennwand (110) aufweist, die den Wellen-Durchgang in einen ersten und einen zweiten axial verlaufenden Wellen-Durchgang (112, 114) unterteilt, wobei der erste Wellen-Durchgang mit dem ersten Innendurchgangs-Segment in Verbindung steht, so daß die Pumpeneinheit auf der Niederdruckseite der Taumelscheibe mit Hydraulikflüssigkeit geringen Drucks gespeist wird, und der zweite Wellen-Durchgang mit dem zweiten Innendurchgangs-Segment in Verbindung steht, so daß unter hohem Druck stehende Hydraulikflüssigkeit von der Hochdruckseite der Taumelscheibe angesaugt wird.

3. Getriebe nach Anspruch 2, wobei die Abtriebswelle (16) eine erste radiale Öffnung (180) aufweist, die mit dem ersten Wellen-Durchgang (114) in Verbindung steht, und eine zweite radiale Öffnung (182), die mit dem zweiten Wellen-Durchgang in Verbindung steht, und das Gehäuse einen ersten ringförmigen Hohlraum (184) aufweist, der mit der ersten Öffnung in Verbindung steht, eine Einlaßöffnung (190), die mit dem ersten ringförmigen Hohlraum in Verbindung steht, einen zweiten ringförmigen Hohlraum (186), der mit der zweiten Öffnung in Verbindung steht, und eine Auslaßöffnung (191), die mit dem zweiten ringförmigen Hohlraum in Verbindung steht.

4. Getriebe nach Anspruch 2, wobei die Abtriebswelle (16) radial nach außen verlaufende, diametral gegenüberliegende Naben (118) aufweist, die Taumelscheibe ferner radial verlaufende, diametral gegenüberliegende Aussparungen (120) aufweist, und die Kupplung ferner einen separaten hohlen Mitnehmerstift (124) aufweist mit sich jeweils gegenüberliegenden offenen Innen- und Außenenden, die in den jeweils angrenzenden Naben und Aussparungen aufgenommen sind, so daß die Taumelscheibe antriebsmäßig und drehbar mit der Abtriebswelle verbunden ist, und wobei das erste und das zweite Innendurchgangs-Segment von den hohlen Mitnehmerstiften gebildet werden.

5. Getriebe nach Anspruch 3, wobei dieses ferner eine Ansaugpumpe (42) aufweist, die an die Einlaßöffnung (190) angeschlossen ist und diese mit Hydraulikflüssigkeit geringen Drucks speist, einen Energiespeicher (232), und ein Rückkopplungs- Steuerventil (236) mit einer ersten Stellung, die den Speicher mit der Auslaßöffnung (191) verbindet, so daß Energie gespeichert wird, und mit einer zweiten Stellung, die den Speicher mit der Einlaßöffnung verbindet, so daß die gespeicherte Energie wieder abgegeben wird und je nach Winkelstellung der Taumelscheibe sowohl die Antriebs- als auch die Abtriebswelle oder nur eine von beiden antreibt.

6. Getriebe nach Anspruch 2, wobei die Abtriebswelle (16) ferner eine axial verlaufende Bohrung (116) aufweist, die in der Trennwand (110) ausgebildet ist, und ein Ventil (132), das in der Trennwand zwischen dem ersten und dem zweiten Innendurchgangs-Segment angeordnet ist und den Niederdruck-Flüssigkeitsstrom in die Bohrung steuert, so daß der Regler (24) mit einem Arbeitsdruck gespeist wird.

7. Getriebe nach Anspruch 6, wobei die Abtriebswelle (16) ferner eine erste Bohrung (160) und eine zweite Bohrung (162) aufweist, die in einem axialen Abstand voneinander in radialer Richtung durch die Trennwand (110) und bis zur Bohrung (116) verlaufen, und wobei der Regler folgendes aufweist:

- einen ringförmigen Kolben (140), der in einer axialen Lage zwischen der ersten und der zweiten Bohrung an der Abtriebswelle festgelegt ist,

- einen ringförmigen Zylinder (144), der die Abtriebswelle umgibt und den ringförmigen Kolben umschließt, so daß eine erste ringförmige Kammer (145) und eine zweite ringförmige Kammer (146) entstehen, die sich axial zu beiden Seiten des ringförmigen Kolbens gegenüberliegen und jeweils in Verbindung mit der ersten bzw. mit der zweiten Bohrung stehen,

- ein Steuerventil (164), mit dem unter geringem Druck stehende Hydraulikflüssigkeit selektiv aus entweder der ersten oder der zweiten ringförmigen Kammer ablaßbar ist, so daß der ringförmige Zylinder in axialer Richtung bewegt wird, und

- ein Verbindungsgestänge (148, 150, 154), das die axiale Bewegung des ringförmigen Zylinders in eine Drehbewegung der Taumelscheibe umwandelt, so daß deren Winkelstellung verändert wird.

8. Getriebe nach Anspruch 7, wobei das Verbindungsgestänge des Reglers eine Hülse (148) aufweist, die verschiebbar auf der Abtriebswelle befestigt ist und ein an dem ringförmigen Zylinder (144) befestigtes erstes axiales Ende sowie ein zweites axiales Ende hat, einen radial verlaufenden Mitnehmerzapfen (150) mit einem an dem zweiten axialen Ende der Hülse befestigten inneren Ende und einem äußeren Ende, und einen Drehzapfen (154), der die Taumelscheibe und den Mitnehmerzapfen an einer vom inneren Ende des Mitnehmerzapfens gesehen außen liegenden Stelle drehbar miteinander verbindet.

9. Getriebe nach Anspruch 8, wobei dieses ferner einen Ausgleichsring (156) aufweist, der an dem äußeren Ende des Mitnehmerzapfens befestigt ist.